隨著電力需求的增長， 大容量機組的數量日趨龐大， 機組軸系越來越複雜， 振動問題也越來越突出。 大機組進行振動的動平衡處理，
一、一次加准法的關鍵問題
一次加准法是基於常規動平衡方法， 將啟停次數降低到最低限度作為主要追求目標而產生的軸系動平衡方法， 國內首次提出是在1993年。
1、轉子不平衡性質和軸向位置的正確判斷
在對轉子做動平衡前， 必須要清楚知道轉子不平衡的性質， 因為轉子不平衡的性質將決定採取何種動平衡方法， 對轉子平衡性質的誤判將導致動平衡的最終失敗。 對動平衡性質判斷主要是依據工作轉速和臨界轉速的關係， 當工作轉速大於臨界轉速時， 屬於柔性轉子；當工作轉速小於臨界轉速時， 屬於剛性轉子。 在一階臨界轉速上振動大， 說明轉子存在一階不平衡；如果二階臨界轉速振動大， 說明存在二階不平衡。 在判斷二階不平衡時， 還要注意支援轉子軸承的動態特性， 否則單純從相位判斷會存在一定的誤差。
轉子正常運行都偏離臨界轉速， 此時判斷軸系不平衡的性質相對複雜， 一般如果轉子在一、二階臨界轉速之間運行， 工作轉速下的振動由二階不平衡引起；如果轉子在二、三階臨界轉速之間運行， 工作轉速下的振動一般由三階不平衡引起。 從現存的汽輪機轉子來看， 幾乎所有低壓轉子都運行在一、二階臨界轉速之間， 工作轉速下的振動一般是由二階不平衡引起。 而發電機轉子既有在一、二界臨界轉速之間也有在二、三階臨界轉速之間。
對轉子不平衡性質做出準確的判斷後， 還要對不平衡的軸向位置進行確定。 對於轉子一階不平衡， 如高中壓轉子在沖轉過程中無法通過l臨界轉速， 不論不平衡沿軸向是均勻分佈還是集中在某段，
2、原始振動的選擇
原始振動的選擇包括振動測點的選擇和振動資料的選擇。 現在機組都安裝有汽輪機安全監測系統(TsI)， 用於測量機組主軸等部件機械狀態參數。 大機組同時測量軸振和軸承振動， 而軸振又分別測量X、Y兩個方向。 .
在動平衡之前， 必須對原始振動進行認真篩選， 平衡哪個轉子就要以該轉子兩端軸承的資料作為計算依據，
3、平衡配重重量的選取
對於平衡配重的選擇， 剛性轉子可通過如下經驗公式來推算：
對於柔性轉子，配重品質的選擇是個困難的環節，在很大程度上依賴經驗，尤其重要的是同類型機組或者是該機組以往動平衡中獲得的影響係數，行業專家通過多年經驗積累總結的大量影響係數很值得借鑒。見表2。
4、配重方位的計算
配重方位選擇的失誤，不僅不會降低振動，甚至會導致振動大幅增加。在計算配重方位角的時候一定要把握幾個關鍵的因素：
1）測試儀器關於相位角的定義
從現有的測試設備來看，關於相位角的定義主要區別在於標準脈衝信號是導前或是滯後振動信號以及振動信號的取點位置。在測試之前一定要格外關注。
2）現場振動感測器及鍵相感測器安裝位置及轉動方向
根據配重角度計算公式
從以上公式可以發現，加重角度與振動感測器、鍵相感測器安裝角度及轉動方向有必然的聯繫。
3）機械滯後角的選取
機械滯後角的選定對於剛性轉子來說相對簡單，一般選取0°就不會有太大的偏差。對於柔性轉子來說，滯後角的選定就需要多方面的考慮。在臨界轉速下，不論是一階臨界還是二階臨界轉速下，滯後角都可取90°，實際動平衡過程中，一般取臨界轉速以下的振動作為平衡資料，此時滯後角應該比90°低一些，工作轉速下動平衡的滯後角的選擇還要考慮到支撐系統的剛度，可參考表3。
二、大型柔性轉子動平衡一次加准法應用
某電廠汽輪發電機為上海汽輪機有限公司製造的超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、凝汽式670NW汽輪機。該機組備有Philips公司的MMS系統，在1至9瓦的x和Y方向設置了由渦流探頭測量軸頸處的相對軸振動。為便於分析比較，在測試過程中我們增加可擕式Benfly208P-DAIU型振動分析系統，振動信號和鍵相信號均自MMS系統鍵相緩衝輸出，測量系統如圖l所示：
自投運以來，該機組5瓦軸振偏大。Y方向達10um。空負荷下原始軸振如表4。從低壓轉子5瓦、6瓦軸振來看，以Y方向為參考資料，其基頻振動相位相差接近180°，從波特圖(見圖1)來看，低壓轉子臨界轉速在1550r/min左右，說明工作轉速下低壓轉子振動主要是由二階振動引起，在5、6瓦兩側反對稱加重，可消除二階不平衡對工作轉速下的振動的影響(如圖2)。
結合同類型機組的計算資料及參考表2，兩側配重品質選取4509左右，配重安裝角度按照配重角度計算公式計算。從汽輪機往發電機方向看去。轉子旋轉方向為順時針方向旋轉，該轉子振動感測器及鍵相器安裝角度如圖3所示，其中x、Y分別為左上方45°和右上方45°，鍵相感測器K與x方向感測器在同一方位。滯後角參考表3中二階不平衡柔性支撐系統，選取100°，以表4中5瓦Y方向基頻振動94．6um<197°作為原始資料計算，鍵相感測器與5Y方向振動感測器逆轉向夾角270°，參照配重角度計算公式最終計算出配重安裝角度在187°附近。
配重安裝角度計算：
197°+270°一100°一180°=187°
由於現場配重加工工藝及安裝條件限制，最終在5瓦側190°位置安裝450．5g、6瓦側10度位置安裝451g配重塊。待機組恢復系統後，重新沖轉至額定轉速3000r／rain時，空負荷下5x、5Y通頻振動降低到19．3um、19．4um，機組各項指標正常，順利並網，帶滿負荷670MW後，各軸通頻振動見表5。至此，通過一次加重，機組振動問題得到解決，動平衡工作結束。
三、結語
對振動性質的正確判斷是動平衡工作的基礎，瞭解現場振動和鍵相感測器安裝角度以及機組旋轉方向，依據轉子振型及支撐系統特性合理選取機械滯後角是一次加准法的關鍵。配重的選擇與原始振動大小、轉子重量、加重半徑及支撐特性有關，統計總結同類型機組的影響係數尤為重要。一次加准法成功應用在轉子動平衡中，減少機組啟停次數，能有效節約發電企業成本。
對於柔性轉子，配重品質的選擇是個困難的環節，在很大程度上依賴經驗，尤其重要的是同類型機組或者是該機組以往動平衡中獲得的影響係數，行業專家通過多年經驗積累總結的大量影響係數很值得借鑒。見表2。
4、配重方位的計算
配重方位選擇的失誤，不僅不會降低振動，甚至會導致振動大幅增加。在計算配重方位角的時候一定要把握幾個關鍵的因素：
1）測試儀器關於相位角的定義
從現有的測試設備來看，關於相位角的定義主要區別在於標準脈衝信號是導前或是滯後振動信號以及振動信號的取點位置。在測試之前一定要格外關注。
2）現場振動感測器及鍵相感測器安裝位置及轉動方向
根據配重角度計算公式
從以上公式可以發現，加重角度與振動感測器、鍵相感測器安裝角度及轉動方向有必然的聯繫。
3）機械滯後角的選取
機械滯後角的選定對於剛性轉子來說相對簡單，一般選取0°就不會有太大的偏差。對於柔性轉子來說，滯後角的選定就需要多方面的考慮。在臨界轉速下，不論是一階臨界還是二階臨界轉速下，滯後角都可取90°，實際動平衡過程中，一般取臨界轉速以下的振動作為平衡資料，此時滯後角應該比90°低一些，工作轉速下動平衡的滯後角的選擇還要考慮到支撐系統的剛度，可參考表3。
二、大型柔性轉子動平衡一次加准法應用
某電廠汽輪發電機為上海汽輪機有限公司製造的超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、凝汽式670NW汽輪機。該機組備有Philips公司的MMS系統，在1至9瓦的x和Y方向設置了由渦流探頭測量軸頸處的相對軸振動。為便於分析比較，在測試過程中我們增加可擕式Benfly208P-DAIU型振動分析系統，振動信號和鍵相信號均自MMS系統鍵相緩衝輸出，測量系統如圖l所示：
自投運以來，該機組5瓦軸振偏大。Y方向達10um。空負荷下原始軸振如表4。從低壓轉子5瓦、6瓦軸振來看，以Y方向為參考資料，其基頻振動相位相差接近180°，從波特圖(見圖1)來看，低壓轉子臨界轉速在1550r/min左右，說明工作轉速下低壓轉子振動主要是由二階振動引起，在5、6瓦兩側反對稱加重，可消除二階不平衡對工作轉速下的振動的影響(如圖2)。
結合同類型機組的計算資料及參考表2，兩側配重品質選取4509左右，配重安裝角度按照配重角度計算公式計算。從汽輪機往發電機方向看去。轉子旋轉方向為順時針方向旋轉，該轉子振動感測器及鍵相器安裝角度如圖3所示，其中x、Y分別為左上方45°和右上方45°，鍵相感測器K與x方向感測器在同一方位。滯後角參考表3中二階不平衡柔性支撐系統，選取100°，以表4中5瓦Y方向基頻振動94．6um<197°作為原始資料計算，鍵相感測器與5Y方向振動感測器逆轉向夾角270°，參照配重角度計算公式最終計算出配重安裝角度在187°附近。
配重安裝角度計算：
197°+270°一100°一180°=187°
由於現場配重加工工藝及安裝條件限制，最終在5瓦側190°位置安裝450．5g、6瓦側10度位置安裝451g配重塊。待機組恢復系統後，重新沖轉至額定轉速3000r／rain時，空負荷下5x、5Y通頻振動降低到19．3um、19．4um，機組各項指標正常，順利並網，帶滿負荷670MW後，各軸通頻振動見表5。至此，通過一次加重，機組振動問題得到解決，動平衡工作結束。
三、結語
對振動性質的正確判斷是動平衡工作的基礎，瞭解現場振動和鍵相感測器安裝角度以及機組旋轉方向，依據轉子振型及支撐系統特性合理選取機械滯後角是一次加准法的關鍵。配重的選擇與原始振動大小、轉子重量、加重半徑及支撐特性有關，統計總結同類型機組的影響係數尤為重要。一次加准法成功應用在轉子動平衡中，減少機組啟停次數，能有效節約發電企業成本。